Автоматизация шлифовального процесса путем разработки автоматической системы управления регулируемым натягом

где

L - длинна обрабатываемой поверхности (мм.).

l - длинна перебега и глубина врезания инструмента.

i- число рабочих ходов.

n- частота вращения заготовки.

S- подача на один оборот.

Для первой операции.

t01=t011+t012

t01- основное время на первый переход.

t011- основное время для чернового точения на первый переход.

t012 - основное время для чистового точения на первый переход.

t01=t011+t012=0,061+0,51=0,571мин

Для второй операции.

t02=t021+t022

t02- основное время на второй переход.

t021- основное время для чернового точения на второй переход.

t022 - основное время для чистового точения на второй переход.

t02=0,23+0,58=0,81мин

Для третей операции.

t03- основное время на третий переход.

Для четвертой операции.

t04- основное время на четвертый переход.

Для пятой операции.

t05=t051+t052

t05- основное время на пятый переход.

t051- основное время для чернового точения на пятый переход.

t052 - основное время для чистового точения на пятый переход.

t05=0,12+0,11=0,23мин

t0=0,57+0,81+0,2+0,12+0,23=1,931 мин.

tв= tвy+tmB, (1.16)

где

tв- вспомогательное время на операцию.

tвy=1,31мин.- время на установку и снятие заготовки.

tmB=0,19 мин. - вспомогательное время.

tв=1,5 мин.

tобс- время на обслуживание оборудования- время (уборка стружки, смазка), мин.

tобс= 10% tо,(1.17)

tобс= 10% *1,931=0,1931

tп- время на личные потребности.

tп= 0,05 tо

tп= 0,05 *1,931=0,0965 мин.

Тшт=1,931+1,5+0,1931+0,0965=3,72 мин.

Определим штучно калькуляционное время.

, (1.18)

где

ТПЗ- подготовительно заключительное время.

n - партия деталей, шт.

,

где

N - годовой объем выпуска, шт.;

250 - кол-во рабочих дней в году;

5 - кол-во дней хранения заготовки на складе;

шт.

ТПЗ= ТПЗ 1+ ТПЗ 2 + ТПЗ 3

где

ТПЗ 1=6.2 мин.

ТПЗ 2 -=25,5 мин. - время учитывающее дополнительные работы.

ТПЗ 3=10,5 мин. - время на пробную обработку.

ТПЗ=6,2+25,5+10,2=42,2 мин.

Тшт.к=3,72+(42,2:30)=5,12 мин

2. Конструкторский раздел

2.1 Анализ влияния величин натяга на производительность и точность обработки

В настоящее время большее количество станков выпускаются со шпиндельными узлами на подшипниках качения. Поэтому очень важно в каждом случае выбрать оптимальную конструкцию шпиндельного узла.

Все конструктивные схемы разбиты на три группы: низкоскоростные, среднескоростные и высокоскоростные, по мере увеличения их быстроходности, однако при этом происходит уменьшение жесткости и несущей способности (передаваемой мощности).

Шпиндели, работающие на приделах своих скоростей, неизбежно дают погрешности на точность обработки за счет линейного расширения от нагрева, повышенных вибрации в опорах. Эти параметры учтены таблицами и решаются еще на технологическом этапе проектирования узлов станка, но их также можно регулировать в процессе обработки за счет величин зазор-натяга в подшипниках несущих опор. Этим достигается уменьшение температурного удлинения переднего конца шпинделя, увеличивается жесткость и виброустойчивость при резании (в зависимости от режимов).

Влияние внутреннего зазора-натяга переднего двухрядного конического подшипника на показатели работоспособности шпиндельного узла показано на рис.2.1 и 2.2.

Рис 2.1. Зависимость жесткости С, динамической податливости К, некруглости обработанных деталей r, момента трения М. и коэффициента демпфирования h от осевого зазора-натяга в конических роликоподшипниках.

Рис. 2.2 Зависимость жесткости С, предельной стружки t, некруглости обработанных деталей r и избыточной температуры нагрева от радиального зазора-натяга в конических роликоподшипниках

Как видно для обеспечения высокой жесткости и виброустойчивости и незначительного нагрева необходимо устанавливать при сборке требуемый внутренний зазор-натяг. Для опор с радиальными и радиально-упорными подшипниками натяг создается путем смещения наружного кольца относительно внутреннего, а также за счет натяга посадки. Смещение колец подшипника определяет преднатяг опоры - легкий, средний и тяжелый. С увеличением преднатяга жесткость увеличивается, а предельная частота вращения уменьшается, и это уменьшение значительно (рис. 2.3).

Рис. 2.3 Зависимость быстроходности d nспаренных (дуплекс) радиальных шарикоподшипников класса точности 2 от силы преднатяга A0.

Но потеря в скорости обработки, а соответственно и в производительности компенсируется точностью обработки см. Рис.2.4

Рис. 2.4 Зависимость жесткости j, биения вращения , некруглости деталей r, избыточного нагрева t, предельной стружки t от зазор-натяга H посадки наружных колец подшипников 3102110(а) и 46208(б)

Жесткость шпиндельных узлов в значительной мере определяет точность обработки детали на металлорежущих станках. Упругие отжимы шпинделя возникают в результате податливости опор шпинделя, собственного прогиба шпинделя, деформации сопряженных с подшипником детали.

Упругие смешения в опорах качения складываются из упругих сближений /г тел качения и колец, контактных деформаций //г на поверхность посадки колец на шпиндель и в корпус.

Общее упругое сближение:

г =/г+//г. (2.1)

Параметры контактных деформаций //г и величены упругого смещения также определяются величиной зазор-натяга, входящей в их расчетные формулы и коэффициенты их определяющие.

/г=К1Ра (мм), (2.2)

где

К1,а - коэффициент и показатель степени для опор различных типов.

Р- нагрузка (кГ).

Р=izCrf(),.3)

где

=e/2r;

f()=1/;

z - число тел качения в одном ряду подшипника;

i - количество рядов. e-предварительный натяг (мм);

f() - интервал распределения нагрузок;

C - коэффициент типа подшипника (кГ/мм.);

d - диаметр отверстия подшипника.

Рис. 2.5 Определение радиальной податливости шпинделя на роликоподшипниках типа 3182100 и 4162900 в зависимости от прилагаемой нагрузки F и диаметра вала d.

//г=, (мм) (2.4)

где

d, D - внутренний и наружный диаметры подшипника (мм.)

b - ширина подшипника (мм.)

k2=0.0050.025 мм3/кГ.

Меньшее значение k2будет при повышенной точности, больших натягах и при установке внутреннего кольца на конус.

Рис. 2.6. График для определения коэффициента К2 для расчета податливости двухрядных роликоподшипников типа 3182100 и 4162900

Ѕ*1/() для 0<<1

F()= Ѕ для >=1 (2.5)

ј для =0

Жесткость подшипника определяется как:

J=P/r. (2.6)

Очевидно, что увеличение предварительного натяга выше граничного значения е, соответствующего значению =1, не приводит к дальнейшему увеличению жесткости опоры. Только между значениями = 0 и = 1 находится область, где изменение натяга приводит к существующему изменению жесткости подшипников.

Такой результат соответствует физической картине деформации подшипников, если рассматривать внутреннее кольцо подшипника как тело, установленное между двумя пружинами (нижняя пружина -- нижняя половина комплекта роликов; верхняя пружина -- верхняя половина комплекта роликов; плоскость раздела комплекта роликов перпендикулярна направлению радиальной нагрузки на подшипник). При установке подшипника с зазором нагрузки воспринимают лишь ролики, расположенные ниже плоскости раздела, при монтаже с натягом “включаются” ролики верхней половины комплекта (вторая пружина). Поиск оптимального распределения нагрузок в опорах - является одной из основных задач при проектировании ШУ. Этот оптимум и даст величины максимальной скорости обработки при поддержании жесткости достаточной для получения требуемой точности.

2.2 Обзор способов создания предварительного натяга

2.2.1 Само регулируемые подшипниковые опоры

Известны подшипниковые опоры, которые содержат радиально упорный подшипник и регулятор его натяга. Регуляторы создают натяг или расслабляют опору в зависимости от величины от центробежных сил, что весьма ограничивает их применение, но при этом саморегулирование исключает сложности с устройством систем управления этого параметра.

Опора рис 2.7., использует упругие элементы как регулятор натяга, состоящий из набора грузов 4, размещенных между конусной торцевой поверхностью кольца 5 и нажимным кольцом 6. Для создания сил, смещающих кольца подшипников 2 и 3 регулятор натяга снабжен упругим элементом в виде кольца 7, охватывающего набор грузиков 4. По мере увеличения числа оборотов центробежная сила грузиков возрастает и компенсирует часть усилия, передаваемого нажимным кольцом ролика 6. Это ведет к частичной разгрузке опоры.

Рис. 2.7

Но эта опора при простоте исполнения и монтаже имеет малую радиальную жесткость, и отсутствует возможность изменения сил натяга по другим динамическим характеристикам помимо скорости вращения.

В подшипниковой опоре изображенной на рис. 2.8, спроектированной на основе предыдущей, повышена радиальная жесткость.

Рис.2.8

Это достигается тем, что упругое кольцо жестко смонтировано на наружной цилиндрической поверхности опорного кольца, при этом опорное кольцо выполнено с равномерно расположенными по окружности на наружной поверхности выступами и сквозными односторонними пазами для размещения грузиков.

Регулятор натяга здесь состоит из грузов 4, размещенных между конической поверхностью нажимного кольца 5 и опорным кольцом 6. На наружной цилиндрической поверхности опорного кольца выполнены пазы 7, образующие равномерно расположенные по окружности выступы 8 на которое напресованно упругое кольцо 9.

При радиальном нагружении опоры часть роликов поворачивает нажимное кольцо в плоскости опоры и перемещает часть грузиков в радиальном направлении. Упругое кольцо воспринимает это перемещение, так как ото напресованно на опорное кольцо.

Таким образом, более жесткий монтаж упругого кольца на опорном обеспечивает повышение радиальной жесткости.

2.2.2 Устройство для регулирования осевого зазора подшипника

Устройство содержит корпус 2, в котором установлено резьбовое кольцо 3, воздействующее на наружное кольцо подшипника 1. На торце резьбового кольца 3 выполнены глухие отверстия 4, в которые заглублены штыри 5, закрепленные на крышке 6. Крышка 6 имеет на периферии сквозные отверстия 7 под крепежные болты 8, ввернутые в резьбовые отверстия 9 в корпусе 2. Шаг расположения глухих отверстий 4 образует с шагом расположения сквозных отверстий 7 нониусную шкалу, что позволяет надежно фиксировать резьбовое кольцо 3 с соответствующим угловым шагом.

Рис2.9

На Рис 2. 9. показано устройство, разрез; на Рис 2.10. - крышка устройства; на Рис 2.11. устройство, вариант исполнения; на Рис 2.12. - разрез А-А.

Устройство для регулирования осевого зазора подшипника 1 содержит - корпус 2, в котором установлено резьбовое кольцо 3, воздействующее на наружное кольцо подшипника 1. На торце резьбового кольца 3 выполнены глухие отверстия 4, в которые входят штыри 5 крышки 6, имеющей на периферии сквозные отверстия 7 под крепежные элементы (болты) 8, входящие в резьбовые отверстия 9 в корпусе 2.

На рис 9. и 10 представлена конструкция устройства, в которой в корпусе 2 имеется три резьбовых отверстия 9. На торце кольца 3 выполнено семь отверстий 4, а на крышке - семь штырей 5 и на периферии - шесть отверстий 7, каждое из которых последовательно обозначено буквами а, б в, г, д, е. Штыри, а следовательно и отверстия резьбового кольца, находящиеся с ними в зацеплении, смещены относительно соответствующих отверстий а, б, в, г, д, е, на углы ,2,3,4,5,6.

Рис. 2.10 Рис. 2.11

Рис 2.12

При закреплении стопорной крышки а различных положениях на корпусе это смещение позволяет фиксировать резьбовое кольцо через угловые промежутки , равные цене одного деления - нониуса.

, (2.7)

где

Z1 - количество отверстий на торце резьбового кольца;

Z2 - количество крепежных отверстий в крышке.

Крышку 6 выводят из зацепления с резьбовым кольцом 3. затем регулируют положение кольца и фиксируют последнее стопорной крышкой 6 подбирая ее положение на корпусе.

Углу соответствует дуга L на окружности расположения отверстий стопорной крышки.

, (2.8)

где

D - диаметр окружности расположения отверстий стопорной крышки.

Для получения бесступенчатого регулирования подшипника достаточно крепежные отверстия в стопорной крышке выполнить овальными с наибольшим размером сечения каждого отверстия, равным 0,5L. Предложенное устройство обеспечивает высокую точность регулирования кольца подшипника, а также надежное его стопорение в требуемом положении.

2.2.3 Устройства оснащенные приводами перемещений колец

Устройство для регулирования натяга подшипников качения шпинделя выполнено в виде, установленных в корпус между наружными кольцами подшипников, распорных втулок с возможностью осевого перемещения, снабженных приводом их осевого движения. За счет обеспечения заданного натяга в процессе работы, внутренние, обращенные один к другому торцы распорных втулок взаимодействуют на кольца подшипника.

На гильзе 1, являющейся корпусом шпинделя, смонтировано, по посадке с зазором кольцо 2 с тремя кулачками 3, установленными с возможностью взаимодействия со сферическими концами толкателей 4. Концы толкателей 4 выполнены конусными. Между наружными кольцами подшипников размещены с возможностью осевого перемещения две распорные втулки 5 с 25 конусными поверхностями на внутренних, обращенных один к другому торцах, контактирующие вторыми торцами с наружными кольцами подшипников 6 шпинделя 7. Толкатели 4 установлены в радиальных отверстиях гильзы 1 с возможностью взаимодействия своими конусными поверхностями с конусными поверхностями распорньгх втулок 5. К гильзе 1 прикреплен кронштейн 8,шарнирно соединенный с тягой 9,на резьбовом конце которой расположены регулирующие гайки 10 и 11 и коромысло 12, жестко связанное с корпусом 13 шпиндельной бабки. Силовое замыкание толкателя 4 с кулачком 3 осуществляется пружиной 14.

Рис. 2.13

Для создания натяга в подшипниках необходимо отвернуть внутреннюю гайку 10 и завинтить наружную гайку 11. При этом тяга 9 перемещается вверх, поворачивая с помощью кронштейна 8 кольцо 2 по часовой стрелке (Рис.2.14). Кулачки 3 скошенной поверхностью воздействуют на сферические торцы толкателей 4, перемещая их в радиальном направлении к оси шпинделя, раздвигая при этом распорные втулки 5 конусными концами. Распорные втулки, перемещаясь в осевом направлении, создают необходимый натяг в подшипниках. Внутренняя гайка 10 после окончания регулировки затягивается и все устройство при этом стопорится. Величину натяга устанавливают в зависимости от нагрузки.

Рис. 2.14

2.2.4 Опора с регулируемым натягом в зависимости от температурного расширения

В предыдущем описании опора качения, содержит установленные в корпусе подшипники и устройство для создания предварительного натяга с помощью нажимного органа, воздействующего по меньше мере на одно из колец этих подшипников под действием силового органа, размещенного вне опоры и связанного с нажимным органом по средством канала, заполненного упругой мало сжимаемой средой, например гидропластом. Кроме того, силовой орган выполнен в виде гидроцилиндра с поршнем, воздействующим на упругую среду, а нажимной орган -- в виде нескольких плунжеров, равномерно расположенных по окружности. С целью автоматического регулирования величины предварительного натяга подшипников в зависимости от их фактической температуры предлагаемая опора снабжена датчиком температуры, установленным в зоне подшипника и управляющим устройством для создания предварительного натяга. На Рис.2.15 изображена предлагаемая опора качения; на Рис.2.16 -- разрез по А--А. Опора качения состоит из подшипника 1, установленного в корпусе 2. Устройство для создания предварительного натяга имеет нажимной и силовой органы. Нажимной орган содержит плунжеры 3, которые находятся в гнездах втулки 4 и взаимодействуют с нажимным кольцом подшипника через промежуточное кольцо 5. Силовой орган представляет собой цилиндр 6, установленный вне опоры. Внутри цилиндра 6 расположен плунжер 7,находящийся под воздействием поршня S, на который действует масло под давлением, потопающее из гидросистемы по магистрали 9. Канал 10 между плунжерами 3 и 7 заполнен гидропластом. В зоне подшипника 1 расположен датчик 11-температуры, контролирующий режим работы 15 опоры и управляющий устройством для создания предварительного натяга. В результате этого повышается надежность, долговечность и к. п. д. опоры.

Рис.2.15 Рис.2.16

2.3 Проектирование высокоскоростных шпиндельных узлов приводов главного движения

В представленном дипломном проекте автоматизируется процесс шлифования. Одной из проблем, возникающей при эксплуатации шпиндельных узлов станков на опорах качения в режимах шлифования является их повышенное тепловыделение. Высокие частоты вращения требуют более тщательного исполнения точности форм посадочных поверхностей подшипников и спрягаемых с ними деталей,более узких допусков на воличины посадок. Необходимым условием решения данной задачи является также выбор оптимального предварительного натяга в подшипниках опоры. Практика показывает, что при наличии слишком малых или чрезмерно больших предварительных натягов ухудшаются динамические характеристики узла, растут потери мощности на трение в радиальноупорных шарикоподшипниках, что приводит к повышенному нагреву, снижению точности и долговечности всего шпиндельного узла. Сложность решения обьяснястся тем, что, наиболее приемлемые с точки зрения жесткости и быстроходности “Х” и “О” -образные схемы устаовки не обеспечивают равномерного распределения осевых нагрузок между подшипниками. Кроме того, при вертикальном расположении шпинделя сила веса может привышать требуемые усилия предварительного натяга. В особенности это характерно для скоростных узлов, имеющих в качестве привода электрошпиндель.

При рассматривании модели распределения осевой нагрузки между подшипниками передней опоры шпинделя с учетом внешних сил и усилий натяга, она должна быть достаточно простой, для того чтобы рассмотреть большее число вариантов разрабатываемой конструкции. Но при этом на стадии котцептуального проектирования модель должна хотябы на линейном уровне обеспечивать адекватность реальным процессам.

Пусть в передней опоре установлены na радиально-упорных шарикоподшипников навстречу ожидаемой внешней нагрузке Р и nв подшипников, необходимых для создания преднатяга подшипников “А”

Используем линейную модель зависимости осевой силы, приложенной к подшипнику от относительного смещения колец. При наличии преднатяга нагрузка в подшипниках “А” и “В” будет неодинаковой.

, (2.9)

где

P1a, P1b -нагрузка на подшипники “А”, “В”, “Н”;

Р0 - суммарная сила преднатяга в передней опоре Н;

na, nb - количество подшипников в передней опоре;

а, ь - относительные смещения колец подшипников;

j - жесткость подшипника.

При наличии внешней силы Р шпиндель сместится в осевом направлении на величину

, (2.10)

где

P - внешняя осевая сила (Н);

- осевое смещение шпинделя (мкм);

F - результирующая осевая нагрузка (Н);

G - сила веса ротора (Н).

Область допустимой работы подшипников опоры ограничивается величинами максимальной Р1мах и минимально допустимой Р1мin нагрузками на подшипник рис. 2.17. Из этого условия и представленных зависимостей можно определить допустимый диапазон изменения результирующей нагрузки Fmin…Fmax.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9